Привод цепного конвейера (стр. 1 из 3)

Курсовая работа

по дисциплине « Детали машин и основы конструирования»

Екатеринбург

2009

Исходные данные

Введение

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Темой данного курсового проекта является «Привод цепного конвейера».

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполняемый в виде отдельного агрегата и служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валу исполнительного механизма.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Ведущий вал редуктора соединен с валом двигателя ременной передачей.

1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр= ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P= 80 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

=η ∙ŋ ∙ŋ

=0,95∙0,98²∙0,99²= 0,912

Обозначение	Вид передачи	К.П.Д.
nзп	цилиндрическая зубчатая	0,95
ŋрп	ременная	0,98
ŋпод	одной пары подшипников	0,99

P_тр=

кВт

По требуемой мощности из табл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8 ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 11кВт, синхронной частотой вращения n_с=750об/мин и скольжением S= 2,8%.

Частота вращения вала электродвигателя

n₁= n_с (1-

)=750(1-0,028)=729об/мин

Общее передаточное число привода

u_o=

= =18,2

где n – частота вращения вала исполнительного механизма,

n= 40 об/мин

Передаточное отношение зубчатой передачи U принимаем равным 4 по ГОСТ 2185-66

Передаточное число ременной передачи

Принимаем равным 4,5 по ГОСТ 2185-66

Частоты вращения валов

[7. ч .1 стр.5];

Определяем мощности, передаваемые валами:

[7. ч .1 стр.5];

Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле T_i=9550

.

где P_iи n_i соответственно мощность, кВт, и частота, мин^-1, на i–м валу.

[7. ч .1 стр.5];

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Выбор материалов зубчатых колес

D_m=

S_m=1,2(U+1)

= 1,2(4+1)

Диаметр заготовки для колеса равен

d_k=UD_m=4∙128=512мм

Материалы выбираем по табл.1 [1]

Шестерня

Материал заготовки - Сталь 40х

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 235-262HB

Колесо

Материал заготовки - Сталь 45

Термическая обработка- Нормализация

Твердость поверхности зуба – 179-207 HB

Определяем средние значение твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НВ₁=0,5(НВ_1min+HB_1max)=0.5(235+262)=248,5

НВ₂=0,5(НВ_2min+HB_2max)=0.5(179+207)=193

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj=

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

s_Hlimj- предел контактной выносливости (табл.2 [1]),

S_Hj- коэффициент безопасности (табл.2 [1]),

S_H1= 1.1 S_H2=1.1

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

К_HLj =

1, [7. ч .1 стр.7];

где N_HEj – эквивалентное число циклов напряжений.

N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [3]),

N_H0116,8∙10⁶

N_H02 =9,17∙10⁶

Находим эквивалентные числа циклов перемен напряжений по формуле:

N_HEj= M_h•N_{Σ j,} [11 стр.8];

где

_h– коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима нагружения, _h=0,18

N_Σj– суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

N_Σj = 60•h•c•t_h

T_h=365•L•24•K_r•K_c•ПВ

ПВ=0,30

С=1

где n _- частота вращения колеса в об/мин,

Kг – коэффициент использования передачи в течение года;

Kс– коэффициент использования передачи в течение суток;

Lr– срок службы передачи в годах;

ПВ – относительная продолжительность включения.

Определяем эквивалентные числа циклов перемен напряжений:

шестерня

колесо

Определяем коэффициенты долговечности:

K_KL1=

K_KL2=

Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

s_H1P=

s_H2P=

Допускаемы контактные напряжения для прямозубой передачи

s_HР=s_HР1=480,8 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= , [11 стр.10]

где s_Flimj- предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4 [1]),

s_{F lim 1} =1,75•248,5 =434,8МПа s_{F lim 2} =1,75•193=337,75МПа

S_Fj- коэффициент безопасности при изгибе (табл.4 [1]), S_F1=1,7, S_F2=1,7;

K_FCj- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1]) K_FC1=0,65,K_FC2=0,65

K_FLj- коэффициент долговечности при изгибе:

K_FLj=

1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл.3 [1]);

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_FEj=

_Fj∙N_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 = 0.06 , _F2 =0.06 ,

N_FE1 =0,06∙82∙10⁶ =4,92∙10⁶